CN103527674B - 可快速动作的空间楔合式离心离合器、具有该离合器的双离合器自动变速器及其操纵方法 - Google Patents

Abstract

本发明的离心离合器包括，与离心力无关的完全面接触式自激励空间楔形机构，驱动该楔形机构以触发方式入楔或去楔的转动导向式无级支撑机构，以及响应于离心力而致动该支撑机构的离心致动机构。该离合器具有与转速无关的高强转矩容量，以及精确灵敏的响应能力。而且，其工况还可以在转速单调上升或下降时切换多次。用于双离合器自动变速器时，该离心离合器可以自适应地完成所有前进档的换档操作，而无需任何操纵式换档机构。若双离合器具体为空间楔合式摩擦离合器，更可无需任何液压系统。届时，因无需换档操作，该变速器的操纵方式将变得非常简单，只需实时侦测其输出转速，再据此自适应地接合双离合器中与之对应的那个子离合器便可。

Description

可快速动作的空间楔合式离心离合器、具有该离合器的双离 合器自动变速器及其操纵方法

相关申请

本申请与专利文献WO2012/089131A1、CN102619902A，WO2012/089130A1和WO2011/000300A1所公开的本申请人的在先专利申请相关，并且，本申请要求本申请人提出的中国专利申请201210242202.8的优先权。该公开在先的五项专利申请的全部内容通过引用结合于此。

技术领域

本发明总体上涉及所有传动领域中的一种以摩擦连接方式传送旋转运动或转矩，或者制止该旋转运动或转矩的离合/制动装置，特别涉及一种响应于离心贯性力而动作的离心式摩擦离合器，包括相应的逆止器。另外，本发明还涉及一种变速传动装置，特别涉及一种用于机动车辆的包括有双离合器的自动变速器，以及操纵该自动变速器的方法。

背景技术

现有技术中，响应于工作转速而工作的离心离合器，或例如电梯、斜井矿车之类的某些升降/提升设备中的防超速制动器，均借助离心构件与例如从动件的摩擦来传递转矩，并实现主动件与该从动件的自动接合或分离。其中，在具体离合器的离心构件的质量以及摩擦系数等均已固定不变之际，其工作转速不仅是离心离合器做出接合与分离动作的致动信号，同时还是其接合力大小的唯一决定者。因此，基于工作转速的不可阶跃的特性，离心离合器的接合与分离都必然是也只能是一个渐进的过程，时间上完全取决于其工作转速变化的快与慢。其结果就是，现有技术普遍存在例如动作响应太迟钝，所传递转矩或功率太小且严重依赖于离心力/工作转速，传动效率过低，磨损和发热过于严重等缺点。相关内容可参见《联轴器、离合器设计与选用指南》(阮忠唐主编，化学工业出版社，2006年2月，p281～p286)及《机械设计手册》之单行本《联轴器、离合器与制动器》(机械设计手册编委会，机械工业出版社，2007年3月，p22-223～234)。

所以，相较其它类型的摩擦离合器，现有离心离合器的传动能力明显过小，体积明显过大，无法适用于频繁或要求快速接合和分离的应用部位。而且，工作转速愈低，所需的几何尺寸和质量就愈大的特点，更致其不能适用于转速过低和需要大范围变速的传动系统。

另外，在工作转速单调上升或单调下降过程中，现有技术的离心离合器均只具有一次切换或改变自身工况的能力或机会。即，工作转速的单调上升或单调下降，只能致使现有技术的离心离合器发生一次由分离转变为接合或由接合转变为分离的工况改变，而不能致使其再发生一次相反的工况改变以完成至少一次的工况循环。因此，现有技术的离心离合器，均为单切换类型的离心离合器，而非具有至少一次工况循环能力的多切换类型的离心离合器。这种单切换工作模式显然不能满足如下的现实需要。例如，随转速上升而先接合后分离的防飞车旋转传动，或者，机动车辆变速器中只在某一工作转速范围内接合，而在该范围的上下限工作转速之外必需分离的旋转传动。显然，这要求离心离合器具备可至少完成一次工况循环的能力。

再有，机动车辆中的双离合器自动变速器/DCT，其前进档变速齿轮组的离合机构也就是换档元件，例如换挡齿套，易啮合套或者接合套，均必需借助包括泵和阀的液压执行机构，或者包括电机的机电执行机构的致动方可实现换档操作。为此，DCT中还必需为此设置相应的诸如液压系统或电动系统等辅助机构，以及信息、逻辑处理系统。从而致使现有技术的DCT具有结构复杂，操控麻烦，体积和重量较大，成本高昂，变速耗能较多的缺点。而且，其甚至高过液力自动变速器的制作成本，更直接抑制了其使用普及率的提升。

发明内容

本发明致力于设计基于全新技术原理的装置，以避免上述缺点。

本发明要解决的第一个技术问题是，提供一种响应于工作转速而接合或分离，但传动能力却与工作转速无关的可快速动作的空间楔合式离心离合器。其具有动作响应灵敏快捷，响应转速范围宽广，传动能力和传动效率高的特点。

本发明要解决的第二个技术问题是，提供一种设置有上述空间楔合式离心离合器的双离合器自动变速器/DCT，其具有按前进档的输出转速自适应地自动选择工作齿轮组，也就是工作档位或变速比的特点。

本发明要解决的第三个技术问题是，提供一种用以操纵上述设置有空间楔合式离心离合器的双离合器自动变速器/DCT的方法。

为解决上述第一个技术问题，本发明之可快速动作的空间楔合式离心离合器包括，绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩擦件，双方的摩擦面可轴向相抵地构成至少一个牵引摩擦副；为该牵引摩擦机构提供接合力并绕上述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有绕上述轴线回转并均设置有相应导向面的至少大致为环状的导向件和中介件，双方的导向面可轴向相抵地构成导向摩擦副；以及，以借助离心力自动地控制中介件入楔和解楔的方式，控制离心离合器的接合与分离的响应于离心力的入楔控制机构；其中，导向摩擦副的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，即，0＜λ≤ξ，ξ是能够致使导向摩擦副和牵引摩擦副周向上均不自锁的升角λ的取值开区间的小端端点值。

为解决上述第二个技术问题，本发明之双离合器自动变速器包括控制单元，具有两个摩擦离合器的双离合器，分别设置在至少两个传动轴上的对应于k个前进档位的k个变速齿轮组，以及，可将每一变速齿轮组中的空套齿轮不可旋转地连接至对应传动轴的离合机构，该离合机构中，至少有一个是上文所述的可快速动作的空间楔合式离心离合器，其至少间接地响应于自动变速器的输出转速而动作；其中，k是大于1的自然数。

最佳地，所有前进档变速齿轮组的离合机构，都是上述离心离合器，对应于所有前进档的自动变速器的输出转速，被划分为对应于所述k个前进档位的首尾相接的k个转速区间，每一个离心离合器的可接合转速范围，均可致使作为其传动结果的输出转速，至少完整地包含与之对应的所述转速区间；同时，设置在相同传动轴上的所有离心离合器，其可接合转速范围所对应的输出转速的范围，相互间不重叠。

为解决上述第三个技术问题，本发明之操纵设置有上述离心离合器的双离合器

需要特别说明的是，本申请文件所使用的相关概念或术语的含义如下：

离心离合器的工作转速：空间楔合式离心离合器中的离心致动机构CM的公转速度，对应于现有离心离合器中的离心机构的公转速度。

转动导向机构：将圆周相对转动转换为至少包括轴向相对移动或移动趋势的导向机构。例如，螺旋升角严格一致和不严格一致的滑动/滚动式螺旋或部分螺旋机构，径向销槽机构，端面楔形机构，端面嵌合机构，端面棘轮机构，以及，圆柱/端面凸轮机构。

空间楔形机构：由转动导向机构和牵引摩擦机构组成的复合机构。

入楔：也称楔合，与解楔/去楔相反，就是中介件90将导向件50与摩擦件70可驱动地连接/结合成一个摩擦体的工作过程和状态。

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角，如图1、2、4所示的中介件90，一方面，通过其摩擦面例如104与摩擦件70的牵引摩擦面72至少轴向抵触，以形成抵触部位的法向压力的合力W不垂直于回转轴线X的回转型牵引摩擦机构F1的至少包括一个的一组牵引摩擦副；另一方面，通过其朝向某一圆周方向的导向面例如94a，与导向件50的相应导向面例如54a至少轴向抵触，以形成抵触部位的法向压力的合力Z不垂直于回转轴线X的转动导向机构G的至少包括一个的一组导向摩擦副；该抵触部位的公切线与垂至于回转轴线X的平面的夹角的平均值，称为该抵触部位的升角λ；再一方面，通过其它表面还可作用有诸如用于弹性预紧或 限位目的的其它作用力，例如图8所示；在转动导向机构G的转动导向工况中，也就是导向件50开始持续地具有驱动中介件90沿例如图4中箭头P所指方向相对摩擦件70转动的趋势中，能够确保导向摩擦副自锁的双方表面抵触部位的最小升角被定义为ζ，而最大升角则被定义为ξ。该两个极限角完全界定了中介件90相对导向件50向前转动、静止不动和向后转动的一切可能的运动形式。具体含义如下：

1、当ξ＜λ＜90度时，导向摩擦副和牵引摩擦副均不能摩擦自锁，通过导向摩擦副的法向压力Z，或者其分力Q和T，导向件50和摩擦件70可致使中介件90相对二者向前亦即箭头P所指方向滑转和挤出。因此，导向件50与摩擦件70不能被中介件90楔合成一个摩擦体。只是由于压力Z源自非弹性力，或者源自弹性力但受构件结构所限，才致使中介件90仅被导向件50推动着相对摩擦件70摩擦滑转而未被实际挤出。

2、当ζ＜λ≤ξ且λ＞0时，牵引摩擦副具有先于导向摩擦副突破自身静摩擦状态/阻力而进入滑动摩擦状态的特性。因此，中介件90可以将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，但在摩擦件70相对导向件50过载时，牵引摩擦副便会突破其静摩擦状态/最大静摩擦阻力而正常地转入滑动摩擦状态，而导向摩擦副则因还未突破其静摩擦状态/阻力而始终处于恒定的自锁状态。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，离合器处于非完全接合状态。

3、当0＜λ≤ζ(针对ζ＞0的情况)时，导向摩擦副具有先于牵引摩擦副突破自身静摩擦状态/阻力而进入滑动摩擦状态的特性。因此，中介件90可以将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，但在摩擦件70相对导向件50过载时，导向摩擦副便会突破其静摩擦状态/最大静摩擦阻力而致使中介件90具有相对导向件50滑转爬升的趋势，而牵引摩擦副则因还未突破其静摩擦状态/阻力而始终处于恒定的自锁状态。然而，由于该爬升趋势被空间楔形机构的轴向力封闭结构刚性阻止(除非压力Z源自弹性力)，因此，导向摩擦副被实际上强制性地维持在等同于自锁的一般静摩擦状态。即，中介件90、导向件50与摩擦件70三者被强制楔合/结合成一个转动整体，不会出现相互滑转爬升的情况，除非过载至结构毁损。空间楔形机构因而处于类似斜撑式超越离合器的绝对自锁/楔合状态，其传动能力仅取决于结构强度。

由常识可知，λ等于ζ的情况，也就是牵引摩擦副与导向摩擦副可以同时突破各自静摩擦状态/阻力而进入滑动摩擦状态的情况，只存在于理论上而不存在于现实中。也就是说，因不能同时自锁而必然始终存在着一组不自锁的可滑转摩擦副，空间楔形机构传递转矩的物理本质只能是摩擦，而不是现有技术认定的摩擦自锁。但极限角ζ未被现有理论所认识，也不能由作为特例的平面楔形机构的运动关系启示、想象或揭示出来，更不能由其结构推导出来。因此，在文献CN101936346A公开上述认知之前，不知道极限角ζ的存在及物理含义的现有技术便无法透彻地认识极限角ξ亦即楔角的真实物理含义，包括摩擦滑转的正常性，更不可能发现、揭示和证实空间楔合的物理本质，并进而得出本申请的基于空间楔形机构的技术方案。

显然，上述升角λ就是空间楔形机构的楔角，也称楔合角/挤住角，并且仅在0＜λ≤ξ时，空间楔形机构方可楔合，离心离合器方可接合。

相对现有技术的离心离合器，依据本发明的可快速动作的空间楔合式离心离合器，因其仅有接合或分离动作响应于工作转速，而摩擦力却自适应地相关于所传递的转矩，并绝缘于工作转速/离心力，从而具有了动作响应灵敏快捷，传动能力和传动效率高的优点。同时，由于本发明的离合器可具有限定了上下限的工作转速区间，也就是具有按工作转速自适应地自动选择前进档变速齿轮组，决定前进变速档位或变速比的优点，从大大简化了基于其的双离合器自动变速器/DCT的结构，及其操纵方法。借助下述实施例的说明和附图，本发明的目的和优点将显得更为清楚和明了。

附图说明

图1是本发明的空间楔合式离心离合器实施例一的示意性分解透视图。

图2是本发明的空间楔合式离心离合器实施例一的轴向剖视图。

图3是图2中J-J剖面的简化示意图。

图4是图2中各机构的轮廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图。

图5是根据本发明的实施例二的轴向剖视图。

图6是图5中V-V剖面的简化示意图。

图7是根据本发明的实施例三的轴向剖视图。

图8是根据本发明的最简实施例四的轴向剖视图。

图9是根据本发明的实施例五的轴向剖视图。

图10是图9中离心致动机构的示意性分解透视图。

图11A～11C是图9～10中沿Y方向观看离心致动机构时的系列示意图。

图12A～12C是对图11A～11C中的离心致动机构变型后的系列示意图。

图13是本发明的双离合器自动变速器实施例一的原理示意图。

图14是本发明的双离合器自动变速器实施例二的原理示意图。

图15是本发明的双离合器自动变速器操纵方法的流程示意图。

具体实施方式

必要说明：为简洁明了，本说明书的正文及所有附图中，相同或相似的构件及特征部位均采用相同的附图标记，并只在它们第一次出现或有变型时给予必要的说明。同样，也不重复说明相同或相似机构的工作机理或过程。为区别设置在对称或对应位置上的相同的构件或特征部位，本说明书在其附图标记后面附加了字母，而在泛指说明或无需区别时，则不附加任何字母。

实施例一：单切换类型的可快速动作的空间楔合式离心离合器Q1

图1～3示出的是本发明的实施例一，其包括绕轴线X形成并具有轴向力封闭功能的限力元件180。该限力元件180最佳地是一个环状袋形构件，其绕轴线X形成的内周面84的轴向中部，同轴线地设置有最佳地为平面型的盘形环状周 向凹槽78。该周向凹槽78的约半周的内表面，最佳地沿两相互平行的切线方向H和H′延伸至限力元件180的外周面，并形成等截面的矩形入口82。周向凹槽78的径向内表面80，因而延伸成具有U字形横截面形状的非闭合式内径向表面，并形成两个相互平行的周向壁面85。轴向上依次可滑转地设置在导向件50内环侧朝内端延伸的管状基体60外周面上的中介件90、大致呈环状的摩擦件70和支撑件220，可沿图1中空心箭头所指方向，随同导向件50一道，由入口82直接纳入周向凹槽78，并被轴向可滑转地延伸至限力元件180内孔中的第一轴200，径向定位在轴线X上。

第一轴200和第二轴210借助诸如花键副之类的连接方式，分别不可旋转地连接至管状基体60的内周面以及内周面84a，以将转矩传入和传出离心离合器Q1。当然，除了内周面84a的花键齿之外，转矩也可借助设置在限力元件180上的其它特征曲面传入或传出。例如，参照图5、8、9的设置形式，便可变型为取消了第二轴210的轮-轴传动式。为保证同轴度，在第一轴200的内端面上，最佳地设置有共轴线X的圆柱状中心凸起204，其收纳在位于第二轴210内端面的共轴线X的中心孔214中，并最佳地间隔以可滚动的滚针206。

在此应指出的是，周向凹槽78呈环状和入口82呈等截面矩形，均是实现本发明的最佳但并非必需设置。实际上，只要能够纳入上述的导向件50和中介件90等，周向凹槽78和入口82可以具有任意形状和不等截面。同样道理，限力元件180的内周面84也不必需周向封闭和对应于贯通式内孔，其完全可以呈例如大致半周的U形开口状并对应于一个盲孔，只要在该内周面84上可以设置出用以收纳诸如中介件90之类的回转构件的大致半周的周向凹槽78即可。

显然，轴向力封闭的环状袋形限力元件180也可以是一个组合构件，其入口82也可以被至少部分地封闭。例如，借助诸如焊接、铆接或螺栓连接之类的紧固

继续参见图1～3，摩擦件70的外周面上设置有一个径向延伸至入口82外缘的凸缘式力臂75。该力臂75与入口82最佳地具有互补的横截面形状，其两个周向侧表面73分别与两个周向壁面85同时啮合/抵触，致使摩擦件70与限力元件180不可旋转地连接成一个组合式袋形摩擦件。最佳地呈阶梯环状的导向件50的阶梯外环的内端面上，设置有一组最佳地绕轴线X周向均布的双向螺旋齿式导向齿52。相应地，中介件90的面对导向件50的端面上，设置有与导向齿52呈互补式构造的一组螺旋齿式导向齿92。导向齿52与92恒久地嵌合，构成最佳地绕轴线X回转的面接触型双向转动导向机构G。

另外，中介件90通过其无齿端面上的回转摩擦面104，可与最佳地以互补方式设置在摩擦件70相对端面上的回转型牵引摩擦面72摩擦相连，构成回转型面接触牵引摩擦机构F1。而导向件50通过其无齿端面上的传力摩擦面58，可与设置在周向凹槽78的一个内端面，也就是限力元件180的圆环状盘形端部188b内端面的传力摩擦面74摩擦相连，构成分别与导向件50以及摩擦件70不可旋转地结合在一起，并在两者间直接传递摩擦转矩的回转型面接触传力摩擦机构F2。牵引摩擦机构F1和转动导向机构G共同组成端面型空间楔形机构，该机构再与传力摩擦机构F2一起，构成离心离合器Q1的轴向力封闭的空间楔合式摩擦连接机构。

应该指出的是，本申请“直接传递摩擦转矩”的含义是指，转矩在两构件间的传递路径仅经过一个摩擦机构，而不经过任何第二个其它机构，其与该摩擦机构所具有的摩擦面/片的数量没有任何关系。

还应该指出的是，鉴于具备全周向面接触摩擦的特点，离心离合器Q1中可最佳地加注有助于散热的制动液或冷却液，尤其是用作制动器时，以形成湿式摩擦环境。同时，还可在摩擦件70等构件的摩擦表面或内部，参照公知技术，最佳地设置相应的彼此连通的例如径向通道，以利于润滑和热量的散发。

显然，由于盘形环状周向凹槽78被最佳地设置成平盘状而非锥盘状，因此，离心离合器Q1在理论上可以不要求导向件50和中介件90的组合与限力元件180之间的同轴度精度。也就是说，可以不对摩擦连接机构中的转动导向机构G、牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2三者之间以及三者与轴线X的同轴度做过高要求，尤其是工作转速不高时。只要其两个面接触回转摩擦副垂直于轴线X，以及仅具有很小相对转动量的导向件50和中介件90相互间同轴线设置即可。而相对现代工艺，保证该两个环状构件之间的同轴度仅是一件简单和低成本的劳动。因此，这将显著降低制作、装配和使用离心离合器Q1的要求和成本，并拓展其使用领域。

下面再结合图4来说明双向转动导向机构G的详细关系和结构特征。其中，

为随时实现空间楔合式摩擦连接机构的入楔和去楔，离心离合器Q1中还特别设置有入楔控制机构，以可操纵地强制建立或撤销摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接。其中，入楔控制机构包括一个转动导向式无级支撑机构SS，其具有作为被支撑件的摩擦件70、支撑件220以及限力元件180，参见图1～4。大致呈环状的支撑件220，以轴向上可同时刚性抵触至摩擦件70和周向凹槽78的另一个内端面也就是支撑端面189，以及作有限转动的方式，设置在摩擦件70与限力元件180之间。

本实施例中，无级支撑机构SS具体为一个以支撑件220为中介件且具有极限角ξ′的又一个空间楔形机构，其设置有最佳地为单向型的转动导向机构UG。该导向机构UG的两组具有互补构造的单向螺旋齿式导向齿62和232，分别设置在摩擦件70和支撑件220的相互面对的圆环形端面上，以使两者转动导向地抵触相连。实际上，导向齿62和232也可以分别设置在支撑端面224和189上。参见图1、4，导向齿62和232最佳地具有锯齿状齿形，二者设置有升角为λ′的螺旋型互补式导向面64和234，最佳地平行于轴线X的非导向面61和236，以及齿顶面238。其中，0＜λ′≤ξ′，ξ′的定义同于ξ。

另外，支撑件220的外周面上最佳地设置有沿入口82外径向延伸的力臂222。该力臂222具有周向上适当向内倾斜的周向侧表面228，可使该力臂222与入口82的两周向壁面85之间最佳地形成转动间隙，并保证支撑件220相对限力元件180具有足够的周向自由度ε′。这样，相对限力元件180转动支撑件220，便可在该周向自由度ε′之内，以相互抵触的回转型支撑端面224和189为基准面，轴向 无级地调节摩擦件70的被支撑高度，也就是无级地推离摩擦件70。该调节可推动摩擦件70将中介件90和导向件50无间隙地刚性压紧/抵触在传力摩擦面74上，或者撤销该刚性压紧/抵触状态，从而强制性地建立或撤销摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接，并最终迫使空间楔形机构在两个圆周方向上可靠地入楔或解楔。其中，导向件50、中介件90、摩擦件70和支撑件220在周向凹槽78中的轴向自由度/间隙δ′，大于零但小于等于上述周向自由度ε′所对应的转动导向运动的轴向移动距离ε′×tgλ′。最优地，可在例如传力摩擦面74与摩擦件70之间设置螺旋压簧，或者，在限力元件180的相应径向孔中设置直线钢丝弹簧，分别由中介件90一端持续地抵触至摩擦件70的外径向凸缘(未示出)或力臂75，以使分离状态中的轴向自由度/间隙δ′，始终位于摩擦机构F1或F2的摩擦面之间，从而降低摩阻和磨损。

因此，只要能够强制性地建立空间楔合式摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接，便可随时迫使空间楔形机构在两个圆周方向上立即可靠地入楔/楔合，从而致使离心离合器Q1接合。比如，致使支撑件220相对摩擦件70沿例如图1、3、4中箭头P所指方向转动，并完成上述轴向力封闭式抵触连接之际或之后，只要导向件50持续地具有沿图1、3、4中箭头P所指方向相对摩擦件70作驱动转动的趋势，摩擦件70均将借助牵引摩擦机构F1的牵引摩擦转矩，牵引着转动导向机构G的中介件90，相对导向件50沿箭头R所指方向作转动导向运动。该转动导向运动所产生的轴向移动/胀紧力，在将导向齿92瞬间楔紧在导向面54a和牵引摩擦面72所围成的端面楔形空间中，也就是中介件90将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，牵引摩擦机构F1因而轴向接合的同时，该胀紧力还将导向件50即刻胀紧在限力元件180的相应内端面也就是传力摩擦面74上，以形成轴向力封闭式抵触连接的方式，致使传力摩擦机构F2也同步接合，并将导向件50与摩擦件70周向上直接连接成一个摩擦体。参见图2下半部分。

于是，离心离合器Q1随着空间楔形机构的楔合而接合。由管状基体60内孔中的第一轴200传入的驱动转矩M₀，分成经由转动导向机构G和牵引摩擦机构F1传递的楔合摩擦转矩M₁，以及经由传力摩擦机构F2直接传递的传力摩擦转矩M₂，分别传递给周向一体的摩擦件70和限力元件180，再经后者内周面84a上的内花键齿，传递给与其耦合的第二轴210。其中，M₀＝M₁+M₂。显然，上述轴向胀紧力、楔合力/接合力和各摩擦力的大小，均完全自适应地正比于M₁，也就是驱动转矩M₀。

无疑地，由于周向上的对称性，导向件50沿图4中箭头R所指方向相对摩擦件70作驱动转动时的工作过程，自然完全类似于上，此处已无赘述的必要。另外，转矩也可按与上述相反的路径传递，而工作过程不会有任何实质差别。

应该特别指出的是，如上所述，离心离合器Q1仅在具有ζ＜λ≤ξ的设置中，可以获得自适应地相对驱动转矩过载打滑的防过载破坏功能，但前提是转矩必需由导向件50向摩擦件70/限力元件180传递，也就是沿如上所述的由第一轴200到第二轴210的路径方向传递，而不是相反。具体地，由动量矩定理/动量定理的运动学基本常识可知，具备不可忽视的转动惯量的负载，或者与该负载相耦合的第二轴210，其转速不可能在离心离合器Q1接合的瞬间产生阶跃式的飞升或骤降。所以，当被摩擦连接的第二轴210与第一轴200之间存在较大转速差时，具有ζ＜λ≤ξ设置的离心离合器Q1的上述楔合式接合过程，必然是一个自适应地出现短暂的过载滑转的过渡过程，直至过载结束，不会产生有害冲击，也不会致停原动机或造成相关构件的损坏。而且，其摩擦滑动转矩/轴向接合力始终自适应地等于或对应于驱动转矩M₀，不会致其楔死。显然，该过载打滑的接合特性将特别有利于离合和制动的工况。

而在接合状态中，只要能够强制性地撤销空间楔合式摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接，便可随时迫使空间楔形机构在两个圆周方向上可靠地去楔/解楔，从而致使离心离合器Q1分离。比如，致使支撑件220相对摩擦件70沿例如图1、3、4中箭头R所指方向作解楔转动，也就是作解除无级支撑机构SS的导 向作用的转动，即可即刻撤销上述轴向力封闭式抵触连接。导向面64与234之间的法向压力和其转动导向作用，将随着两导向面产生相互脱离接触趋势的一瞬间而同时消失。自然，基于该机构SS的轴向支撑力而工作的两个摩擦机构F1和F2以及整个空间楔形机构，将随即分离或解楔，并因为机构G、F1和F2不可同时轴向贴合，而令空间楔形机构在两个圆周方向上失去再次楔合的可能。于是，离心离合器Q1结束接合并再次转入解楔式分离状态/工况，中介件90开始跟随导向件50一起相对摩擦件70和限力元件180空转。参见图2上半部分。

因此，为了能够强制性地建立或撤销摩擦连接机构的上述轴向力封闭式抵触连接，入楔控制机构还包括至少一个离心致动机构CM。该离心致动机构CM以响应于工作转速/离心力的方式，自适应地致动无级支撑机构SS，以实现其功能。

参见图1～3，该离心致动机构CM最佳地是一个行星齿轮机构，其行星齿轮40最佳地被贯穿于其中，并分别固定连接至力臂75和限力元件180上的轴向孔79和81中的行星轴42，可转动地固定在入口82中。行星齿轮40上的部分轮齿，持续地啮合至设置于力臂222相应外周面上的部分轮齿226。在行星齿轮40的内端面上，设置有径向延伸型的摆臂46。扭簧式的预紧弹簧150，以空套在行星轴42上的方式，设置在力臂75与摆臂46之间，并内径向地持续弹压摆臂46。其端头a嵌合在位于摆臂46中部侧表面的轴向孔中，端头b嵌合于力臂75对应端面的轴向孔中，或直接抵触至约束环120的内周面。这样，响应于工作转速的离心力，便可致使行星齿轮40自转并驱动力臂222转动。

容易理解，具有图1～3所示离心致动机构CM的离心离合器Q1，属于现有技术中常见的随转速上升而接合的单切换类型。但如果将摆臂46周向延伸的方向由如图1～3所示的逆时针方向改为顺时针方向，也就是周向调换摆臂46的设置位置，离心离合器Q1将变型为随转速上升而分离的单切换类型。

设置上，摆臂46的自由转动空间，预紧弹簧150的参数，离心致动机构CM相对无级支撑机构SS的配置关系等具有这样的效果。即，离心力致使摆臂46克服预紧弹簧150的弹力外径向地带动行星齿轮40的自转运动，将通过所述的齿轮啮合关系，驱动支撑件220按左视图1～2时的逆时针方向旋转，亦即沿图3中的箭头P所指方向转动。同步地，该自转运动将进而带动支撑件220相对摩擦件70作同向的导向式转动，并在支撑件220周向抵触至入口82的周向壁面85，摆臂46径向抵触至约束环120的内周面之前，以及，离心致动机构CM的公转速度，也就是离心离合器Q1的工作转速开始大于致其接合的临界转速ω1之后，推动摩擦件70将中介件90和导向件50刚性地抵触至传力摩擦面74，从而强制性地建立起相互间的轴向力封闭式抵触连接，如图2的下半部所示。此后，只要上述工作转速不低于ω1，离心致动机构CM就能可靠地维持住该抵触连接和无级支撑，且转速越高越可靠。

而预紧弹簧150的弹力驱动摆臂46克服离心力的内径向自转运动，则执行完全相反于上的逆动作，得到正好相反于上的逆效果。即，至迟在摆臂46抵触至力臂222、导向齿62或232的外周面之际，以及离心离合器Q1的工作转速开始小于致其分离的临界转速ω2之后，行星齿轮40的该自转运动，将通过所述的齿轮啮合关系，弹力地驱动支撑件220克服摩擦阻力，按左视图1～2时的顺时针方向亦即沿箭头R所指方向，相对摩擦件70作撤除转动导向式刚性无级支撑作用的转动， 以强制撤销上述轴向力封闭式抵触连接，并使上述相关构件之间的轴向自由间隙之和，再次接近或等于轴向自由度δ′，如图2的上半部所示。

因此，只要离心离合器Q1的工作转速，也就是离心致动机构CM的公转速度开始大于临界转速ω1，离心致动机构CM就可致使无级支撑机构SS建立所需的无级支撑，强制性地建立起上述的轴向力封闭式抵触连接，进而致使离心离合器Q1接合。而只要工作转速开始小于临界转速ω2，离心致动机构CM就可瞬间撤除无级支撑机构SS的上述无级支撑，强制性地撤销上述轴向力封闭式抵触连接，从而致使离心离合器Q1分离。一般地，ω1≥ω2。

另外，为使离心离合器Q1在特殊应用中具有强制接合或分离的功能，或维持其接合或分离的工况，例如，强制解除液力自动变速器中离心式锁止离合器的接合状态，入楔控制机构还可包括一个如图1～3所示的约束机构RE。该约束机构RE最佳地是一个圆柱凸轮机构，其包括径向地设置在盘形端部188b外周面上的基准凸起122，径向地设置在行星齿轮40外径向周面的导向凸起48，以及可滑转地设置在限力元件180外周面上的约束环120。显然，基准凸起122也可以设置在力臂75的弧形外周面77上。相应地，约束环120的内周面上设置有可轴向滑动地收纳基准凸起122的基准槽124，以及，以周向自由度最佳地等于零的方式可滑动地收纳导向凸起48的导向槽134。基准槽124与导向槽134可以是由一端部开始的同一个槽道的具有不同螺旋升角的不同段，可以是分别延伸至同一端部的两个相互独立的内周面槽道，也可以是径向通孔式的槽道等。优选地，约束环120的外周面上设置有滑环槽126，设置于其中的未示出的拨叉，可依公知方式驱动约束环120轴向移动。实际上，约束环120也可被一个与其可旋转地轴向固定相连的静止构件驱动。而且，其轴向致动力可依公知技术，由机械机构、电磁机构、流体机构或包括步进电机的机电机构就近提供。

设置上，约束机构RE具有这样的效果。即，约束环120处于其轴向上常态的非约束工位时，例如图2上半部所示的相对左端位置，行星齿轮40在两个圆周方向上驱动支撑件220转动的工作转动，均不会受到导向槽134的约束或限制(因为提供了足够大的周向自由度)。而当约束环120被轴向移动至其非常态的约束工位时，例如图2下半部所示的相对右端位置，该轴向移动将通过导向槽134对导向凸起48施加的圆柱凸轮式移动导向作用，迫使行星齿轮40相对限力元件180转动至越过临界状态的预设位置，从而致使离心致动机构CM因失去响应于工作转速的能力而彻底失效。同步地，借助部分齿轮的啮合传动关系，该轴向移动将进而致使支撑件220只能始终处于支撑状态或非支撑状态之中，也就是强制性地解除离心离合器Q1的接合能力或分离。如此，在图13～14所示的双离合器应用中，常态接合的单工况离心离合器Q2，就可以在需要倒车之际，被强制性地设置成分离工况。

而为了确保中介件90在两个圆周方向上的可靠入楔，确保参数ε′和δ′固定不变，以及，确保入楔动作的可靠性和一致性，入楔控制机构还最佳地包括有将转动导向机构G的周向自由度ε限制在区间［0，2δ′/tgλ］内的周向限位机构。该周向限位机构最佳地是一个设置在导向件50和中介件90之间的轴向/径向销槽式嵌合机构，其至少包括一个的对中式限位凸起68设置在其中的例如导向齿齿顶面上，比如图1～4中示意的导向齿52的齿顶面上，而用以轴向滑动地恒久收容该凸起68的对 中式限位凹槽118，则相应地设置在相对的例如导向齿92的诸如齿槽底面上。最佳地，限位凸起68应至少兼具周向弹性，并设置在导向齿52的径向最内侧，例如，由一个嵌入式的弹簧钢丝充当。此时，周向限位机构的周向自由度ε，可最佳地约等于零。

当然，为使中介环90轴向上持续地弹拉/压向导向环50，最佳地兼具弹性的限位凸起68和凹槽118，也可径向地设置在导向件50与中介件90的相互面对的内外周面上，包括管状基体60的外周面上，或者，间接地设置在与导向件50和中介件90不可旋转相连的其它构件上。例如，设置在限力元件180的内周面和中介件90的外周面上，并可具有诸如导向键/销连接的形式。相关说明详见上文所整体结合的五项专利申请。另外，上述轴向弹拉/压功能也可由一个独立的弹性元件提供，例如，同时套设在中介件90和导向件50的外周面上且两个端头分别嵌入该两个外周面上相应径向沉孔中的螺旋拉簧。

设置上，周向限位机构具有这样的效果。即，分离状态中，中介件90与导向件50的轴向抵触，最佳地均以导向面54a和94a以及54b和94b同时接触的方式进行。这样，在任何方向上的楔合式接合，离心离合器Q1均不会产生周向空行程，以及相应的摩擦冲击。并且，去楔式的分离过程将简捷而迅速，具有显著的阶跃性。即使升角λ取值于0～ζ的爬升角区间，限位凸起68的周向阻挡作用也会令该过程以阶跃方式完成，而不会以渐变方式完成。

另外，为适应高速转动，还可最佳地在约束环120内径侧入口82的未被填满的剩余空间中，设置至少一个例如与该剩余空间最佳地具有互补构造的例如弧形平衡元件/配重块。该平衡元件最佳地被径向定位，例如，借助贯穿于其轴向孔中，并固定连接至限力元件180的轴向孔81中的至少一个固定销，参见图2。

必需特别指出的是，一方面，由工作机理和常识可知，致使离心离合器Q1接合与分离的促动力或致动力，也就是作用于摆臂46的离心力与预紧弹簧150的弹力的合力，或行星齿轮40作用于支撑件220的致动转矩，用于分离的相较用于接合的为大。另一方面，参照前文所述，无级支撑机构SS的导向升角λ′被设置得越接近于极限角ξ′，支撑件220作分离解楔转动所需的解楔转矩就越接近于零，强制解楔也就越容易。理论上，该解楔转矩随着λ′等于ξ′而等于零(支撑件220临界于被作用在导向面234上的法向力周向“挤出”的状态)。自然，预紧弹簧150通过行星齿轮40作用于支撑件220的致动转矩也可因此接近于或等于零。

因此，为便于实施精确灵敏的控制，本发明中无级支撑机构SS的导向升角λ′，应最佳地接近或等于ξ′。这样，ω2将非常接近甚至可以等于ω1。当然，λ′也可有限度地大于ξ′，代价是导致ω1和ω2的升高并相差显著，但大得过多，将导致离心离合器Q1难以控制或失去存在的意义。而对于λ′显著小于ξ′，致使预紧弹簧150等无法提供上述所需的解楔转矩时，离心离合器Q1将只能自动接合而不能自动分离。该情形特别适用于接合或制动后工作转速和离心力便即刻下降的传动场合。例如，防止升降设备超速或动力设备飞车/飞速的紧急制动场合。

至此不难发现，相较现有技术的离心离合器，依据本发明的离心离合器例如Q1具有诸多有益效果。

首先，动作执行机构完全独立于信息感知和控制机构，互不影响。亦即，工作 转速或离心力仅仅是执行接合与分离动作的信号，与其所传递的转矩或功率毫不相关，因而可应用于更低工作转速和需要大范围变速的传动部位。同时，与工作转速或离心力毫不相关的动作执行机构——空间楔形机构，更因为其用于传递动力转矩的所有摩擦机构均为完全面接触类，而具有了对应于应力极限的无可比拟的传动能力和抗冲击能力，以及，显著为小的体积和重量。

其次，由于离心离合器Q1的核心是一个空间楔形机构，其接合和分离，也就是入楔和去楔，都天然地具有触发式和快速完成的特点。而无级支撑机构SS和驱动其的离心致动机构CM等，都只是决定是否入楔和去楔的辅助机构，并不具有改变入楔和去楔机理的任何可能与能力。因此，其具有动作响应灵敏快捷，响应的转速精确度高，一致性好，接合迅速无滑转，磨损和发热轻微，传动效率高的特点，并且适用于频繁或要求快速接合与分离的应用部位。甚至，还可进一步地具有一旦被离心力致动，便与工作转速/离心力的升、降或大小不再相关，而可持续保持既有的接合或分离工况的特性。

实际上，依据本发明的离心离合器例如Q1，其每次动作所响应的ω1和ω2，理论上均是固定不变的单一数值，现实中虽因入楔控制机构的动作阻力的不能恒定一致而各自呈现为一个很小的数值区间，但是，相较现有技术的因接合力的渐进性而在理论上和现实中都注定宽广的动作响应区间，仍远远为小。

另外，对于具有参数λ′≈ξ′的设置方案，不仅可使ω1和ω2各自具有相当理想的一致性和精度，而且还因ω2≈ω1而可适用于需要精确动作的部位。

应该指出的是，为谋求更大的设计自由度和使空间楔形机构更容易楔合或解楔，本发明还具有各种提升极限角ζ和ξ数值的技术手段。包括，将转动导向机构G的导向面54和94设置成倾斜式螺旋型齿面，将牵引摩擦机构F1的摩擦面72和104设置成截锥面，以致使轴截面内导向面54和94或摩擦面72和104与轴线X的夹角/半锥顶角不再等于90度，而是等于0～180度之间的其它值；将牵引摩擦机构F1设置成多摩擦片式摩擦机构；以及，将具备更大摩擦系数的材料或元件附装至摩擦面72和104中的至少一个上。这里应顺便提及的是，本说明书已经给出了关于极限角ζ和ξ的清晰的文字定义和说明，无需付出任何创造性的劳动，本领域的普通技术人员均可据此推导出其函数关系式/计算公式。

由常识可知，为增大同等直径时离心离合器Q1的转矩容量/传动能力并降低轴向胀紧力，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2也可依公知技术，被如上所述地分别或同时设置为多摩擦片式摩擦机构，并因此而具有数量上多于一个的一组牵引摩擦副或传力摩擦副。

本发明或实施例中，离心致动机构CM并不限于作为示例的行星齿轮机构一种型式和设置位置。相反，其可以具有任何一种所需要的公知型式和设置位置，只要其直接或间接地同时连接至转动导向机构G或UG的两个导向齿52和92或者62和232，能够借助离心力致使中介件90入楔和解楔，也就是致使离心离合器接合和分离即可，参见图5～12C。例如，其可以在离心离合器Q1仅需传递单向转矩时，省去支撑件220而直接驱动中介件90入楔和去楔。同样，预紧弹簧150也可以是具有直线片状、丝状、螺旋状等任何型式的由金属或非金属制成的弹性元件，更可以设置在不同的位置，例如，设置在周向壁面85a和周向侧表面228a之间的可压 缩弹性元件，只要其能够响应于离心致动机构CM的离心力而产生弹性变形即可。

容易想到，如果在图1或图2中的传力摩擦面58和74之间，再轴向对称地设置一个中介件90，并与导向件50及组合式袋形摩擦件分别对称地组成再一个转动导向机构和牵引摩擦机构，那么，离心离合器Q1将不再具有传力摩擦机构F2，而是同时具有两个共用同一个组合式袋形摩擦件的牵引摩擦机构F1。如果对调导向件50和中介件90的轴向位置，摩擦机构F1和F2便也将轴向对调，变型后 的传力摩擦机构将与导向件以及摩擦件分别直接刚性地结合在一起。如果将摩擦件70与中介件90合并成一个零件，并在传力摩擦面58与74之间置入一个内孔中耦合有不同传动轴的摩擦环，摩擦件70将变型为中介件。即，后一种变型中，被支撑件将由中介件充当。

而互换转动导向机构G与牵引摩擦机构F1双方，也就是成对地互换导向齿52、92与摩擦面72、104的轴向位置，离心离合器Q1便可变型为图7所示的离心离合器Q3，并在由第一轴200到摩擦件70的传递路径上，具备过载打滑的保护功能。其中，导向件50是被支撑件，力臂75已经变型为力臂55。而摩擦件70内径侧的管状基体76，由内周面84b轴向地伸出，并被滚针轴承206a和206b，分别可转动地支撑在第一轴200的外周面和限力元件180的内周面84b上。管状基体76的外周面或端面上，设置有牙嵌齿、轮齿168、花键或键槽等传力特征曲面。显然，装配时，应先径向入位摩擦件70，再径向入位导向件50等其它构件。

应顺便指出的是，在图7所示的变型实施例三中，因无需人为操纵离心离合器Q3的工况，取消了约束机构RE。相应地，约束环120简化为一个以紧固方式设置在限力元件180外周面上的用以封堵入口82的封口环190。

特别地，对于仅需单向传递转矩的应用，还可进一步地去除离心离合器Q3中的无级支撑机构SS，并将其转动导向机构G设置成类似转动导向机构UG的具有锯齿状导向齿的型式，从而令其变型为如图8所示的单向超越离合器式的离心离合器/逆止器Q4。其中，行星齿轮40直接啮合至中介件90的力臂95的外周面。同时，花键毂250借助花键副连接至摩擦件70的内周面，并通过轴承158支撑在限力元件180的内周面84a和84b上。拉簧式预紧弹簧150分别连接至力臂55，以及相同于力臂228的力臂95，以将相互面对的导向面54和94朝相互贴紧的方向持续地弹拉。详细说明，可参见上文所整体结合的五项专利申请。

而如果如后所述地将导向齿52直接形成在支撑端面189上，将摩擦件70变型为盘形构件，去除轴承158、花键毂250和封口环190，离心离合器Q4将变型为依据本发明的具有最简结构的实施例，其仅具有6个零件。

另外，如定义中所述，本发明没有对转动导向机构G及其导向齿52、92作出具体限制，其不必需具有最佳的螺旋齿结构，也不必需具有互补的导向齿面。因此，该导向机构G及其导向齿和导向齿面可具有任意具备转动导向功能的形式和形状。导向齿可按离散形式设置在端面/周面上，也可按诸如单头或多头螺纹的方式，周向延续地设置在相应的内/外周面上。而在后一种设置形式中，其可最佳地设置成具有诸如矩形、梯形、锯齿形或三角形等截面形状的螺旋齿。同样道理，只要能够最佳地实现轴向的互补式贴合/抵触，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的各自两组回转摩擦副的截锥式回转型摩擦面，可以基于任意曲线/母线绕轴线X回转而成，并可以是设置有用以散热或排除液体/气体的沟槽的非连续表面。

于是，离心离合器Q1还可以具有这样的变型。即，将其中的转动导向机构G的螺旋齿式导向齿52和92分别设置在管状基体60的外周面以及中介件90的内周面上，或者，设置在中介件90的外周面以及形成于导向件50径向外环侧的环形端面凸缘的内周面上(相当于径向翻转中介件90以及导向件50的位置)。或者，去除导向件50，借助诸如精密铸造、浇铸、压铸或注塑等工艺，将导向齿52直接刚性地形成在传力摩擦面74上，以使限力元件180变型为具有轴向力封闭功能的袋形导向件。相应地，应在图1、2所示的中介件90与摩擦件70之间，径向置入一个内孔耦合至第一轴200的盘形摩擦环，离心离合器Q1便可变型为导向件为袋形构件的轴-轴传动式离心离合器。而如果再将第一轴200改换成固定连接至中介件90的内孔，而将第二轴210耦合至上述盘形摩擦环的内孔，其导向件就将与中介件90互换角色并变型为袋形中介件，上述变型更将进一步变型为中介件为袋形构件的轴-轴传动式离心离合器。

有关轴向力封闭结构及环状袋形构件的更多变型的图示和说明，以及离心离合器如何具备柔性接合能力的图示和说明，可参见上文所整体结合的五项专利申请，以及本申请人在全文结合于此的中国专利文献CN102537126A中所公布的技术方案，本申请此处不作进一步说明。

实施例二：多切换类型的可快速动作的空间楔合式离心离合器Q2

如图5～6所示，实施例二是对实施例一的直接变型。

首先，为实现小直径的轮-轴传动，取消了第二轴210，并将轮齿168直接形成在盘形端部188b的管状凸缘187的外周面上。

其次，为获得多切换能力，离心致动机构CM变型为一个销槽式导杆机构。其中，导杆20的全部杆状基体，可滑动地设置在位于支撑端面189的径向型基准直导槽22中，并最佳地间隙相隔于支撑端面224。导杆20的径向外侧，设置有一个朝力臂75轴向延伸的弧形块26。该弧形块26的外周面上，设置有周向槽28，中部切向地收纳于其中的直线钢丝状预紧弹簧150的两个端头，分别弹性地抵触至封口环190的内周面。最佳地，预紧弹簧150可将静止状态中的弧形块26，内径向地弹压至其极限位置。所述导杆20的径向内侧设置有挡销24，该挡销24可滑动地轴向延伸至位于支撑端面224的大致径向延伸的切换导槽140中。参见图6，切换导槽140的径向中段的周向面对箭头R的一侧壁面上，设置有用以失效挡销24阻挡作用的缺口142。该缺口142的径向内外两侧，分别形成有内导向面144和外导向面146。

再次，为使离心致动机构CM获得弹性致动的能力，支撑件220应最佳地被弹性力驱动入楔。为此，设置有用以将支撑件220相对摩擦件70向箭头P所指方向持续地弹拉，也就是将相互面对的导向面64和234朝相互贴紧的方向持续地弹拉，或者，将缺口142朝挡销24的方向持续地相向弹拉的调节弹簧152。该弹簧152被设置在导向齿62和232的径向之外，其一端头c连接至力臂75或圆环状盘形端部188a，其另一端头d连接至支撑件220或其力臂222。当然，如果取消调节弹簧152，其功能也可通过将挡销24设置成兼具周向弹性，在切换导槽140侧壁面上设置对应于缺口142的凸起的方式获得。例如，由弹簧钢丝充当挡销24。

离心致动机构CM具有这样的设置效果。即，一方面，导杆20的不脱出基准导槽22的径向滑移，可确保弧形块26和导杆20抵达其内、外径向的极限位置。另一方面，在整个径向滑移区间内，挡销24均无法移出切换导槽140，且仅当挡销24进入缺口142之际，无级支撑机构SS方才可以建立起致使离心离合器Q2接合的所述摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接。再一方面，作为致动力的作用于弧形块26和导杆20的离心力以及预紧弹簧150的弹力的合力，可以克服相关摩擦力驱动离心致动机构CM产生致动作用。即，当离心离合器Q2的工作转速分别等于ω1和ω2时，正好致使挡销24抵触至外导向面146的中部，而当工作转速分别等于ω4和ω3时，正好致使挡销24抵触至内导向面144的中部。其中，ω1和ω4是致使离心离合器Q2接合的临界转速，而ω3和ω2则是致其分离的临界转速。

对应地，只要工作转速开始大于ω1或者开始小于ω4，挡销24与外导向面146或内导向面144的响应于工作转速的径向式移动导向运动，将借助调节弹簧152的弹性力，驱动支撑件220相对摩擦件70沿图6中箭头P所指方向转动。该P向转动将刚好致使无级支撑机构SS弹性地建立起如上所述的轴向力封闭式抵触连接，并最终致使离心离合器Q2如上所述地接合。而此时，缺口142的周向壁面，还未抵触至挡销24。显然，由于轴向刚性抵触状态中的支撑件220已不能作进一步的支撑转动，因此，在挡销24径向地抵触至内导向面144或外导向面146之前，其不可能抵触至缺口142的周向壁面。由此带来的有益效果是，无级支撑机构SS具有自适应地应对离心离合器Q2的制造误差，以及使用过程中机械磨损所造成的支撑件220的周向自由度ε′发生改变的能力，离心离合器Q2在多次切换工况的工作中，具有长久的可靠性。

而只要工作转速开始大于ω3或者开始小于ω2，挡销24与内导向面144或外导向面146的响应于工作转速的径向式移动导向运动，将刚性地驱动支撑件220克服调节弹簧152的弹性力以及作用于导向面234和支撑端面224的摩擦阻力，相对摩擦件70沿图6中箭头R所指方向转动。该R向转动将刚好致使无级支撑机构SS撤销如上所述的轴向力封闭式抵触连接，并致使离心离合器Q2如上所述地分离。

至此不难明了，离心致动机构CM仅在挡销24径向上经过外导向面146和内导向面144时，方才分别致动离心离合器Q2一次，致其改变工况。亦即，在工作转速由0升至ω1再升至超过ω3的单调增速过程中，离心离合器Q2的工况分别是分离→接合→再分离，之后即便工作转速继续上升，也不会再发生工况的改变，而是将导杆20外径向地抵死在封口环190的内表面上。同样，在工作转速由超过ω3降至ω4再降至低于ω2的单调减速过程中，离心离合器Q2的工况同样是分离→接合→再分离。所以，在工作转速由0升至大于ω3再降至小于ω2的单调上升或单调下降过程中，离心离合器Q2将分别经历一个分离→接合→再分离的完整工况循环，并因此而首次具备了二次切换工况的多切换能力。

当然，如果最高工作转速不超过ω3，离心离合器Q2在单调升速或降速过程中，将不会经历一次完整的工况循环。

由常识可知，上述临界转速之间具有这样的不等关系，即，ω3≥ω4＞ω1≥ω2＞0，等号仅在λ′＝ξ′时成立。

容易明了，致使挡销24径向上直线移动的致动力，分别是克服了预紧弹簧150 的弹性力的离心力，以及，克服了离心力的预紧弹簧150的弹性复原力。

应该指出的是，只要将缺口142径向上分解成两个，并分别设置在切换导槽140的径向内外侧，那么，随着工作转速的单调上升或单调下降，离心离合器Q2的工况循环将依次是接合→分离→再接合，而不是先前的分离→接合→再分离。而且，如果需要其具备更多次互反地切换工况或工况循环的多切换能力，切换导槽140中也可设置多个缺口142。例如，径向外侧再设置一个缺口142，那么，随着工作转速的单调上升或单调下降，离心离合器Q2便可具备三次互反地切换工况的循环能力，即，分离→接合→再分离→再接合。如果需要，还可再设置一个约束机构RE，以强制性地解除离心离合器Q2的例如接合能力。比如，在取代封口环190的约束环120的内周面上设置一个相应的内径向凸起，便可以轴向移动的方式刚性地阻止弧形块26的外径向移动。

如上所述，图5中的离心致动机构CM仅仅只是一个示例，其也可以具有其它型式。例如，图9～12C所示的离心离合器Q5，其中的离心致动机构CM，便是一个包括偏心凸轮机构和行星齿轮机构的复合机构。

参见图9～11C，其偏心凸轮机构包括，至少大致径向地设置在力臂222上的通孔式导槽240，包括行星轴42和形成于其头部的凸轮式偏心轴头44两部分的偏心轴。其中，行星轴42可转动地贯穿在盘形端部188a的相应轴向通孔中，其内端面与力臂222最佳地间隙相隔。偏心轴头44恒久地轴向贯穿在导槽240中，且与导槽240的两个周向型壁面242和244之间具有最佳地大于零的周向自由度。其行星齿轮机构包括，至少不可旋转地设置于行星轴42外端的行星齿轮40，与其恒久啮合并被铰接销34铰接在盘形端部188a外端面的扇形齿轮30，以及，拉簧式预紧弹簧150。预紧弹簧150的外端连接至扇形齿轮30上的凸起32，内端连接至盘形端部188a上的凸起186，以内径向地持续弹拉扇形齿轮30。

为获得实施例二的有益效果，亦即以具有固定位移的简单致动运动，自适应地获得入楔所需的无级位移式目标运动，从而确保接合/入楔的长久可靠性，其离心致动机构CM还最佳地设置有螺旋拉簧式调节弹簧154。其一端连接至偏心轴头44的伸出导槽240的端头部分，其另一端连接至设置在力臂222内端面的轴向凸起156上，以将相互面对的导向面64和234朝相互贴紧的方向持续弹拉，例如图10中的P方向。

参见图10～11C，设置上，离心致动机构CM的各结构要素具有这样的效果。即，当偏心轴头44以调节弹簧154被拉伸至极点一次的自转方式，分别被导槽240的内或外径向壁面刚性阻挡时，或者因周向侧表面228b与周向壁面85b的抵触而达到极限时，扇形齿轮30将对应地处于图11A和11C所示的位置。此时，即便支撑件220转动至壁面244刚性地抵触上偏心轴头44，也不能致使离心离合器Q5接合，更不能致使调节弹簧154收缩至复原。而当偏心轴头44将调节弹簧154弹拉至极点而周向位于壁面242一侧的极端位置时，扇形齿轮30将对应地处于图11B、12B所示的位置，此时，偏心轴头44与壁面242和244均间隙相隔，而调节弹簧154对支撑件220的周向弹拉，已经如上所述地致动无级支撑机构SS并今离心离合器Q5进入接合/楔合状态。

应该说明的是，为方便表现和作图，图10中的导槽240被画成开口状，因此， 无法示出正好被切除掉的内径向壁面。

显然，调节弹簧154可以是设置在壁面242上的例如片状弹性元件，可以是周向连接在力臂222与力臂75的两相对端面之间的拉簧等等。当然，也可取消调节弹簧154，例如，由弹簧钢丝充当偏心轴头44，使其兼具周向弹性。

基于上述说明，包括对实施例二的说明，以及常识，本领域的技术人员显然明了实施例五中的离心致动机构CM的致动机理。并且可以确定，偏心轴头44在径向内外两端点之间的半周自转，与挡销24在径向内外两端点之间的直线移动，形式和效果上均没有实质的差别。自然，离心离合器Q5与Q2实质上相同。因此，本申请不再给予重复说明。但应指出的是，为实现轮-轴传动，实施例五的离心离合器Q5以齿环230取代了封口环190，参见图9。

容易想到，扇形齿轮30可以变型为一个沿径向导槽运动的齿条。更进一步地，图9～11C中的离心致动机构CM，还可以变型为图12A～12C中所示的型式。其一个区别在于，由两个扇形齿轮30a和30b以接力方式分别致动一次离心离合器Q5以互反地切换其工况，且两者不能同时啮合至行星齿轮40。即，在离心离合器Q5随着工作转速始于零的上升而接合之前，只有扇形齿轮30a可以啮合至行星齿轮40并响应离心力而转动。而在工作转速开始大于ω1，离心力已经驱动扇形齿轮30a致使离心离合器Q5接合，以及扇形齿轮30a继续通过行星齿轮机构将偏心轴头44旋转至图12B所示的位置，进而与行星齿轮40脱离啮合并被限位凸起36a阻挡之后，被预紧弹簧150b内径向拉紧的扇形齿轮30b，仍抵触在限位凸起36b上，而未啮合至行星齿轮40。只有当工作转速继续上升之后，其才开始外径向转动并啮合至行星齿轮40，而一旦工作转速大于ω3，回转的行星齿轮40将致使离心离合器Q5分离。之后继续上升的工作转速将致使偏心轴头44旋转回图12C，也就是与图12A所示相同的位置，并因为周向侧表面228b与周向壁面85b的抵触而达到极限。

必需指出的是，偏心轴头44处于图12B所示的位置时，其已经抵触至导槽240的上部的内径向壁面，已不可能继续向上自转。而此时，调节弹簧154的弹力方向，已经指向行星轴42的与轴线X相异一侧。因此，偏心轴头44仅借助调节弹簧154的弹力，可稳定地维持在这一持续致使离心离合器Q5接合的自锁位置上。

毫无疑问，在工作转速的单调下降过程中，上述切换动作将倒序进行。即，工作转速低于ω4时，预紧弹簧150b的弹性复原力将致使离心离合器Q5接合。在扇形齿轮30b回转到图12B所示的与行星齿轮40脱离啮合的位置后，扇形齿轮30a方才开始回转式地啮合至行星齿轮40，并在工作转速低于ω2时，预紧弹簧150a的弹性复原力将致使离心离合器Q5分离，并回转到图12A所示的低速或零速位置。

离心致动机构CM的另一个区别在于，偏心轴头44转动角度可以扩大至约半周。但类似地，当偏心轴头44周向位于壁面244一侧的极端位置时，亦即图12A和12C所示的位置，即便支撑件220转动至壁面244刚性地抵触上偏心轴头44，也不能致使离心离合器Q5接合，更不能致使调节弹簧154收缩至复原。

显然，如果需要，也可改变图11A～11C中的离心致动机构CM的相关设置。例如，增大齿轮传动比并将偏心轴头44设置成可全周自转，使后者可以自转两周，以便离心离合器Q5具备工况的多切换或多循环能力。

下面，再借助图13、15来详细说明依据本发明的双离合器自动变速器T1。

用于机动车辆的双离合器自动变速器T1主要包括三部分：双离合器DC，变速齿轮组，以及未示出的设置有例如传感器、电子控制模块和相关执行机构等的控制单元。其中，双离合器DC部分包括，两个通过输入轴CX与原动机耦合的可以同轴或不同轴设置的摩擦离合器C1和C2。变速齿轮组部分中的奇数传动轴A1和偶数传动轴A2，分别与摩擦离合器C1、C2相连。空套在两轴上的主动齿轮G1、G3、G5以及G2、G4、G6和GR，分别与各自对应的从动齿轮E1、E3、E5以及E2、E4、E6和ER持续地啮合，以将动力转矩可选择地分别传递给相应的副传动轴，也就是奇数副轴A3和偶数副轴A4。该来自原动机的动力转矩，再通过分别固定在相应副轴上的小齿轮L1和L2，传递给与它们持续啮合的输出齿轮OG，最终由输出轴OX输出。为实现倒档输出，主动齿轮GR与从动齿轮ER，分别持续地啮合至设置在中间轴上的齿轮CR。

为实现传动比的可选择，六个档位的主动齿轮G1～G6以及GR，被设置成空套齿轮，它们通过离合机构连接至作为各回转轴的奇数传动轴A1或偶数传动轴A2。其中，至少一个前进档离合机构，或最佳地如图13所示的全部，被设置成依据本发明的离心离合器CC1～CC6。为表达简便，图13～14中均以一个45度的倾斜箭头的简单图符来表示相关离心离合器的所在。除主动齿轮G1～G6以及GR外，所有齿轮均不可旋转地连接至各自所在的回转轴。

另外，将倒档用主动齿轮GR连接至偶数副轴A4的离合机构FC与摩擦离合器C1和C2一样，均可以是现有技术中的任何一种，但最佳地应该是上文所整体结合的五项专利申请所指的空间楔合式摩擦连接器，或空间楔合式双离合器，以彻底摒弃整个液压系统，降低成本和体积。由该结合的专利申请可知，该摩擦连接器与本发明的离心离合器的区别仅仅在于，其以触发机构取代了例如图1～3中的离心致动机构CM。即，去除例如图1～3中的离心致动机构CM，而将导向凸起48直接设置在力臂222的外周面上，便可将约束机构RE还原成滑环式触发机构。于是，通过例如步进电机驱动的拨叉等机构，便可依公知方式相对旋转支撑件220，人为地操纵摩擦离合器C1和C2的接合与分离。

参数设置上，各离心离合器CC1～CC6的接合转速响应区间与输出轴OX的输出转速n之间，也就是与输出轴OX的转速n之间，具有下表所示的对应关系。

上表中，输出转速n的大于等于零的部分，被按前进档档位数，亦即被按前进 档变速齿轮组组数，划分成首尾相接的六个与档数序号对应的转速区间，其间的分界点转速分别是N1～N5。而且，倒档被视为偶数档，倒档转速区间被视为偶数区间。另外，0≤β≤0.5，较佳地，取值0.33左右。该扩展系数β的作用是，一方面，确保同一轴上的任意两个离心离合器的转速响应区间所对应的n的转速范围，没有重叠或干涉的可能。另一方面，致使相关离心离合器可以在传递转矩之前接合之后分离，以使其离心致动机构CM的致动力的裕度，在应对完制造误差和使用中的参数变化之后，仍有足够的能力来确保各离心离合器工作可靠性的长久有效和稳定。

容易明了，尽管上表中没有直接给出可致使离心离合器CC1～CC6接合的具体的工作转速响应区间，但根据它们各自与输出轴OX之间的具体传动比，确定该转速响应区间应该是件轻而易举的事情。并不需要任何创造性。

变速器的结构设置上，各离心离合器应最佳地如此选型。即，随着工作转速始于零的单调上升，用于最低两档的离心离合器CC1和CC2，应具备“接合→分离”的单切换能力。例如，具体为离心离合器Q1的轮-轴传动式且周向调换摆臂46设置位置的变型。用于最高两档的离心离合器CC5和CC6，应具备“分离→接合”的单切换能力。例如，具体为离心离合器Q1的轮-轴传动式变型。而用于中间档位的离心离合器CC3和CC4，则应具备“分离→接合→再分离”的双切换能力，也就是具有完成一次工况循环的能力。例如，具体为离心离合器Q2和Q5。同时，空套齿轮，也就是主动齿轮G1～G6，分别与对应的离心离合器CC1～CC6最佳地设置成一个整体。例如，视径向尺寸的大小，将相关轮齿168分别按图5或图8～9的方式进行设置。

另外，在离心离合器CC2与离合机构FC之间，还最佳地设置有一个联动式倒档切换机构LM。这样，便可在致使离合机构FC接合的同时，同步地强制性解除离心离合器CC2的接合能力，或者正好相反。例如，倒档切换机构LM是一个由步进电机或电磁机构驱动的，两端分别设置有拨叉的双联拨叉机构。

显然，仿照自动变速器T1，很容易得到具有k个前进档数的双离合器自动变速器。方法是，分别将其奇、偶数传动轴A1和A2上的最高和最低挡，也就是将自动变速器中最低和最高两档变速齿轮组中的离心离合器CC1和CC2以及CC(k-1)和CCk，参照上表中的离心离合器CC1和CC2以及CC5和CC6进行设置，将居于其间的所有其它离心离合器，仿照上表中的离心离合器CC3和CC4进行设置即可。这里，k是大于1的任意自然数。本实施例中的k＝6。

至此，本领域的技术人员当可发现，相对现有技术，双离合器自动变速器T1的工作机理及操纵方法相当地简单。即，对应于输出轴OX转速n的上升或下降，无需任何的人为干涉或操作，所有对应前进档位的升档或降档操作，均可由最终响应于转速n的离心离合器CC1～CC6自适应地依序完成，而与转速n的变化方式无关。因而，其控制单元实际上只是一个双离合器控制装置，该装置只需依照上表简单地判定出由传感器检测到的转速n是属于奇数转速区间还是偶数转速区间，再据此对应地接合奇数离合器或偶数离合器，也就是摩擦离合器C1或C2即可。在需要倒车时，也只需给出机械的或电信号的倒车指令，控制单元便即刻分离摩擦离合器C1，其倒档切换机构LM同时接合离合机构FC并分离离心离合器CC2，此后，踩下加速踏板就可同步接合摩擦离合器C2。

具体地，在考虑了滑行、制动、倒车行驶等之后，自动变速器T1的最佳操纵方法S100，或者控制单元以固定频率执行的变速控制流程应该是这样的。参见图15，首先，给控制单元通电(步骤S10)，例如，插入钥匙接通电源。之后，控制单元自动执行各种系统初始化工作(步骤S12)。包括，为起动例如发动机而事先分离摩擦离合器C1和C2(步骤S14、S16)，将对比转速n′赋于零值(步骤S20)，以及，记住摩擦离合器C1和C2的最新工况(步骤S22)。之后，等待车辆原动机/发动机的起动(步骤S24)，并在起动后开始由传感器检测输出轴OX的转速n(步骤S30)。显然，该转速n也可代之以任何与输出轴OX恒久耦合并具有固定传动比的任何转动件的转速。例如，传动轴的转速。

测得转速n之后，首先判断车辆是否进入制动状态(步骤S32)，如果已开始制动，那就直接执行步骤S36，否则，就接着判断车辆是否需要动力行驶，亦即判断例如加速踏板或油门是否被踩下(步骤S34)。如果已经踩下，就直接执行步骤S50，否则，就维持无动力行驶状态，并执行步骤S36，接着判断滑行模式电开关是否打开。打开，就意味者驾驶者选择了无需发动机参予制动的纯滑行模式，控制单元将直接分离两个摩擦离合器C1和C2(步骤S40、S42)，并回到步骤S30。未打开，就意味者驾驶者选择了带档滑行/发动机制动模式，那就再接着判断转速n是否小于m′(步骤S38)。

这里，数值m′代表输出轴OX转速n的一个阈值，该阈值最佳地对应于车辆可具有的最低稳定行驶速度。因此，如果n小于m′，就直接执行停车准备步骤S40，而如果n不小于m′，则执行步骤S50，检测是否收到倒车指令。如果收到，就执行或者继续维持如上所述的倒档操作(步骤S52)，并径直回到步骤S30。该倒档操作包括，接合离合机构FC、分离离心离合器CC2和摩擦离合器C1的操作，并在踩下例如加速踏板时接合摩擦离合器C2。如果未收到倒车指令，控制单元将对检测到的转速n进行简单判定(步骤S60)。当转速n所处区间对应于上表所示的奇数档，就执行步骤S62，否则，就执行步骤S64。

步骤S62，控制单元将判定摩擦离合器C1是否接合，摩擦离合器C2是否分离。如果是，就直接回到步骤S30。如果不是，就执行实现此一设置的程序。为降低互换离合器工况时的转速冲击，先进行转速n是否大于对比转速n′的判断(步骤S70)。大于，就先适当降低发动机的转速(步骤S72)，不大于，就先适当升高发动机的转速(步骤S74)。然后，再执行分离摩擦离合器C2并接合摩擦离合器C1的操作(步骤S76)，以及，参数更新程序。亦即，以转速n更新对比转速n′(步骤S90)，以摩擦离合器C1和C2的最新工况更新对应的工况记忆(步骤S92)。完后，回到步骤S30，开始下一循环。如此往复，直到切断电源。

对应地，步骤S64，控制单元将判定摩擦离合器C2是否接合，摩擦离合器C1是否分离。如果是，就直接回到步骤S30。如果不是，就执行实现此一设置的程序。为降低互换离合器工况时的转速冲击，先进行转速n是否大于n′的判断(步骤S80)。大于，就先适当降低发动机的转速(步骤S82)，不大于，就先适当升高发动机的转速(步骤S84)。然后，再执行分离摩擦离合器C1并接合摩擦离合器C2的操作(步骤S86)。完后，再执行步骤S90、S92和S30。

依常识可知，在未示出的例如加速踏板/油门或制动踏板等处设置诸如位移传 感器，便可感知驾驶者的操作意图，从而可以借助控制单元和相关机构在诸如车辆起步过程中，自动地完成例如摩擦离合器C1或C2的正常接合等。而同样方式也可感知摩擦离合器C1和C2的接合与否，例如针对所述操纵拨叉位置的检测，当然，也可由导致相关操纵的电指令信号直接得知。

观察图13不难发现，离心离合器CC1～CC6的共同特点是，其实际致动的转速响应区间相较其对应的输出转速n，均至少具有对应变速比的倍数关系。比如，离心离合器CC1和CC2的工作转速一般均达到例如5～7倍的较大数值，因此，当输出转速n较高或最高时，该工作转速必将超高，结果必将致使对其动态平衡等的要求变得苛刻，不利于降低成本。因此，为降低例如低档位离心离合器的最高工作转速，自动变速器T1可具有如图14的变型。其中的变化仅在于，自动变速器T2将从动齿轮E1～E6以及ER设置成空套齿轮，并分别对应地与离心离合器CC1～CC6以及离合机构FC设置成同样的一个整体。相应地，离心离合器CC1～CC6必需具有类似图7所示的总体结构，亦即保证其中的离心致动机构CM可以持续地耦合至输出轴OX的结构。这样，便可确保离心致动机构CM可以至少间接地响应于输出轴OX的转速n。当然，只要将图14中的奇数副轴A3或偶数副轴A4用作输出轴，离心离合器CC1～CC6中的一半，就将直接响应于该输出轴的转速。

不难想到，除了具有被全部地设置在奇、偶数传动轴A1和A2上，或者全部地设置在奇、偶数副轴A3和A4上这样两种单一的设置方案外，离心离合器CC1～CC6还可具有取自二者的任意组合的混合设置方案。例如，离心离合器CC1～CC2按图14中的配置方式设置，而离心离合器CC3～CC6却按图13中的配置方式设置。甚至，还可具有将上述离心离合器CC1～CC6全部代之以上文所整体结合的五项专利申请中所指的空间楔合式摩擦连接器的总控式变型。即，分别在奇、偶数副轴A3、A4上，或最佳地只在其中之一上设置一个离心致动机构CM，同步地驱动伸入各个滑环槽126中的同一个联动拨叉，以互锁的方式依次致动每一个对应的所述离合器或摩擦连接器。

通过上述说明，本领域的技术人员不难总结出本申请的双离合器自动变速器相对现有技术的优点。例如，从根本上彻底摒弃了复杂又昂贵的整个液压系统，以及整个前进档换档操纵系统，显著降低制作成本、使用成本和自身能耗的同时，更简化了结构和提升了传动效率。同时，变速器的设计、布局、制作和装配等变得相对容易，更易于同时达成多档化和紧凑化的目标。

显然，除机动车辆和工业领域外，本发明还可用于例如航空发动机的机载起动机中，以实现正常工作时的彻底分离和无/低磨损目的。

以上仅仅是本发明针对其有限实施例给予的描述和图示，具有一定程度的特殊性，但应该理解的是，所提及的实施例和附图都仅仅用于说明，而不用于限制本发明及其保护范围，对它们进行的各种变化、等同、互换以及构件位置或结构的更动，都将被认为未脱离开本发明构思的精神和范围。

Claims (10)

1.一种可快速动作的空间楔合式离心离合器，包括：

绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩擦件，所述中介件和所述摩擦件双方的所述摩擦面可轴向相抵地构成至少一个牵引摩擦副，以传递摩擦转矩；

为所述牵引摩擦机构提供接合力并绕所述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有相应导向面的至少大致为环状的导向件和所述中介件，所述导向件和所述中介件双方的所述导向面可轴向相抵地构成导向摩擦副；以及

响应于离心力的入楔控制机构，其通过自动地控制所述中介件的入楔和解楔，以控制所述离心离合器的接合与分离；

其中，所述导向摩擦副的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于或等于ζ，即，0＜λ≤ζ，ζ是能够致使所述导向摩擦副和所述牵引摩擦副周向上均不自锁的所述升角λ的取值开区间的小端端点值。

2.按权利要求1所述的离心离合器，其特征在于：

还包括至少一个限力元件；以及

所述导向件、所述中介件和所述摩擦件中的至多一个，是至少通过不可旋转的连接方式包括有所述限力元件的力封闭式组合构件，以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接。

3.按权利要求2所述的离心离合器，其特征在于：所述入楔控制机构包括

绕所述轴线设置在被支撑件和所述限力元件之间的无级支撑机构，其具有绕所述轴线设置且至少呈大致环状的支撑件，该支撑件通过轴向抵触和转动导向两种连接方式，分别连接至所述限力元件和所述被支撑件，并能够以转动导向的方式，轴向无级地推离所述被支撑件，从而建立所述限力元件与所述导向件、所述中介件以及所述摩擦件之间的轴向力封闭式抵触连接；以及

设置在所述限力元件上的离心致动机构，其以响应所述离心力的方式，致使所述无级支撑机构建立和撤销所述轴向力封闭式抵触连接；

其中

所述被支撑件是所述导向件、所述中介件和所述摩擦件中与所述限力元件不可旋转地相连接的那一个；

所述支撑件相对所述限力元件的周向自由度，至少大到致使所述无级支撑机构能够建立所述轴向力封闭式抵触连接的程度。

4.按权利要求3所述的离心离合器，其特征在于：

所述离心致动机构包括有预紧用弹性元件，其以弹性变形的方式反抗作用于离心致动机构的所述离心力；以及

所述离心致动机构可驱动地连接至所述支撑件，以致使所述支撑件相对所述被支撑件转动。

5.按权利要求3所述的离心离合器，其特征在于：所述离心致动机构包括一个连接至所述支撑件的调节弹簧，其用于将所述支撑件持续地弹压向能够致使该支撑件建立所述轴向力封闭式抵触连接的方向。

6.按权利要求3所述的离心离合器，其特征在于：随工作转速的单调的连续变化，所述离心致动机构致动所述无级支撑机构的次数，大于或等于2，以致使所述离心离合器的工况能够至少循环改变一次。

7.一种双离合器自动变速器，包括，具有两个摩擦离合器的双离合器，控制单元，分别设置在至少两个传动轴上的对应于k个前进档位的k个变速齿轮组，以及，可将每一变速齿轮组中的空套齿轮不可旋转地连接至所述传动轴的离合机构，其中，k是大于1的自然数；其特征在于：

至少一个所述离合机构，是按权利要求1～6任一项所述的可快速动作的空间楔合式离心离合器，其至少间接地响应于所述自动变速器的输出转速而动作。

8.按权利要求7所述的双离合器自动变速器，其特征在于：

所有前进档的所述变速齿轮组的所述离合机构，均是按权利要求1～6任一项所述的可快速动作的空间楔合式离心离合器；

对应于前进档的大于或等于零而小于无穷大的所述自动变速器的输出转速，被划分为对应于所述k个前进档位的首尾相接的k个转速区间，用于每一所述前进档位的所述离心离合器的可接合转速范围，均可致使作为其传动结果的所述输出转速，至少完整地包含与之对应的所述转速区间；以及

设置在相同的所述传动轴上的所述离心离合器，其所述可接合转速范围所对应的所述输出转速的范围，相互间没有重叠部分。

9.按权利要求7所述的双离合器自动变速器，其特征在于：所述空套齿轮与所述离心离合器刚性地连接成一体。

10.一种操纵按权利要求7～9任一项所述的双离合器自动变速器的操纵方法，包括以下步骤：

第一步：侦测所述自动变速器的输出转速；

第二步：判定侦测到的所述输出转速所属的所述转速区间，以及该输出转速区间所对应的所述前进档档位和所述变速齿轮组；

第三步：按第二步所判定的对应的所述变速齿轮组，接合所述双离合器中的连接至该变速齿轮组的那个所述摩擦离合器，并分离其中的另外一个所述摩擦离合器；

第四步：回到第一步，执行下一循环。